Расчет червячно-цилиндрического редуктора и электродвигателя
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
?ления. При этом
Вал II (рисунок 4)
Окружное, радиальное и осевое усилия на червячном колесе Ft1=3990 Н, Fr1=1452 Н, Fа1=1200 Н (раздел 2).
Окружное и радиальное усилия на шестерне Ft2 = 9975 Н, Fr2=3631 Н (раздел 3).
Вал III (рисунок 5)
Окружное и радиальное усилия на зубчатом колесе Ft = 9975 Н, Fr = 3631 Н (раздел 3).
Консольное усилие на выходном валу от втулочно-пальцевой муфты
FM = с?r ?r = 16238 0,4 = 6495 Н
гдес?r = 16238 Н/мм [3, с. 238, таблица 10.27] - радиальная жесткость;
?r = 0,4 мм [3, с. 400, таблица К21] -радиальное смещение валов.
Рассматриваем самый неблагоприятный вариант, когда консольная сила направлена противоположно равнодействующей сил зацепления. При этом
4.3Расчет и выбор опор валов, определение ресурса подшипников
Для приводов внутрицеховых транспортирующих машин со спокойной нагрузкой ГОСТ 16162-85 предусматривает долговечность подшипников не менее [Lh] = 5000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].
Вал I (рисунок 3)
Исходные данные для расчета:
-суммарные радиальные реакции опор RА = 926 Н, RБ = 535 Н;
частота вращения вала n = 1460 мин-1 (раздел 1).
посадочный диаметр подшипников dI = 35 мм.
На вал действует осевая нагрузка на червяке, поэтому предварительно намечаем радиально-упорные шарикоподшипники с углом ? = 26. По посадочному диаметру подбираем подшипник 46307 ГОСТ 831-75 [3, с. 413, таблица К28]. Характеристики подшипника в таблице 2
Таблица 2 - Характеристики подшипника
ОбозначениеВнутренний диаметр, d, ммНаружный диаметр, D, ммДинамическая грузоподъемность С, НСтатическая грузоподъемность С0, Н4630735804260024700
Осевые составляющие радиальных реакций радиально-упорных шарикоподшипников
SА = e RА = 0,68 926 = 630 Н;
SБ = e RБ = 0,68 535 = 364 Н;
SА - SБ = 630 - 364 = 266 Н
гдее = 0,68 [2, с. 213, таблица 9.18] - коэффициент минимальной осевой нагрузки.
В нашем случае
SБ SА - SБ = 266 Н
тогда
АБ = SБ = 364 Н;АА = SБ + Fa = 364 + 3990 = 4354 Н
Рассмотрим подшипник Б.
Отношение = е - осевую нагрузку не учитываем.
Определяем эквивалентную нагрузку
РВ = V RБ Кб Кт = 1 535 1 1 1 = 535 Н
гдеV = 1 [2, с. 212] - коэффициент (вращается внутреннее кольцо с валом);
Кб = 1 [2, с. 214, таблица 9.19] - коэффициент (спокойная нагрузка без толчков);
Кт = 1 [2, с. 214, таблица 9.20] - коэффициент (температура не более 125С).
Рассмотрим подшипник А.
Отношение > е = 0,68 - осевую нагрузку учитываем
При ? = 26 коэффициенты нагружения X = 0,41, Y = 0,87 [2, с. 213, таблица 9.18].
Определяем эквивалентную нагрузку
РА = (X V RА + Y АА) Кб Кт = (0,41 1 926 + 0,87 4354) 1 1 = 4168 Н
Расчет проводим по более нагруженному подшипнику А.
Определяем расчетную долговечность, млн. об.
млн. об.
Определяем расчетную долговечность, ч.
ч.
Расчет показывает, что расчетный ресурс Lh = 12180 часов больше нормы долговечности подшипников [Lh] = 6000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].
Вал II (рисунок 4)
Исходные данные для расчета:
-суммарные радиальные реакции опор RВ = 3225 Н, RГ = 6089 Н;
частота вращения вала n = 73 мин-1 (раздел 1).
посадочный диаметр вала dII = 55 мм.
На вал действует осевая нагрузка на червячном колесе, поэтому предварительно намечаем конические однорядные роликоподшипники. По посадочному диаметру подбираем подшипник 2007111А ГОСТ 27365-87 [4, с. 242, таблица 138]. Характеристики подшипника в таблице 3
Таблица 3 - Характеристики подшипника
ОбозначениеВнутренний диаметр, d, ммНаружный диаметр, D, ммДинамическая грузоподъемность С, НСтатическая грузоподъемность С0, Н2007111А55907650064000
Осевые составляющие радиальных реакций радиально-упорных роликоподшипников
SВ = 0,83e RВ = 0,83 0,33 3225 = 883 Н;
SГ = 0,83e RГ = 0,83 0,33 6089 = 1668 Н;
SГ - SВ = 1668 - 883 = 785 Н
гдее = 0,33 [4, с. 242, таблица 138] - коэффициент минимальной осевой нагрузки.
В нашем случае
SВ SГ - SВ = 785 Н
тогда
АВ = SВ = 883 Н;АГ = SВ + Fa = 883 + 1200 = 2083 Н
Рассмотрим подшипник В.
Отношение < е = 0,33 - осевую нагрузку не учитываем.
Определяем эквивалентную нагрузку
РВ = V RВ Кб Кт = 1 3225 1 1 1 = 3225 Н
Рассмотрим подшипник Г.
Отношение > е = 0,33 - осевую нагрузку учитываем
Определяем эквивалентную нагрузку
РГ = (X V RГ + Y АГ) Кб Кт = (0,4 1 6089 + 1,8 2083) 1 1 = 6185 Н
гдеX = 0,4 [2, с. 212, таблица 9.18] - коэффициент радиального нагружения;
Y = 1,8 [4, с. 242, таблица 138] - коэффициент осевого нагружения;
Расчет проводим по более нагруженному подшипнику Г.
Определяем расчетную долговечность, млн. об.
млн. об.
Определяем расчетную долговечность, ч.
ч.
Расчет показывает, что расчетный ресурс Lh = 990800 часов больше нормы долговечности подшипников [Lh] = 6000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].
Вал III (рисунок 5)
Исходные данные для расчета:
-суммарные радиальные реакции опор RД = 2658 Н, RЕ = 6779 Н;
частота вращения вала n = 24 мин-1 (раздел 1).
посадочный диаметр вала dIII = 85 мм.
Так как тихоходная ступень редуктора представляет собой прямозубую цилиндрическую передачу, то на вал не действуют осевые нагрузки, поэтому предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники. По посадочному диаметру подбираем подшипник 217 ГОСТ 8338-75 [3, с. 410, та